CC BY
157
УДК 621.9.06, 620.171.2
АНАЛИЗ СИГНАЛОВ ВИБРОУСКОРЕНИЯ ПОДШИПНИКОВЫХ ОПОР МОТОР-ШПИНДЕЛЯ
© 2012 Э.С. Гаспаров, А.Ф. Денисенко, Л.Б. Гаспарова
Самарский государственный технический университет
Поступила в редакцию 19.03.2012
В статье представлен анализ сигналов виброускорения подшипниковых опор мотор-шпинделя, на основании результатов выполненных экспериментов получены сигналы и определен принцип их модуляции. Ключевые слова: мотор-шпиндель, виброакустическая диагностика, виброускорение, спектральная характеристика, амплитуда.
Для поддержания качества выпускаемых изделий металлообработки, и, как следствие, конкурентоспособности в рыночных условиях, необходимо обеспечить параметрическую надежность основных узлов оборудования и повысить выходную точность обрабатываемых деталей. В связи с этим для металлорежущего оборудования актуальны вопросы обеспечения надежной работы и исправного состояния формообразующих узлов на весь срок их эксплуатации. Одним из таких узлов является шпиндельный узел (ШУ), от работы которого во многом зависит качество выпускаемой продукции и на долю которого приходится от 50 до 80% погрешностей в общем балансе точности станка [1, 2].
Характеристики шпиндельного узла во многом зависят от типа опор шпинделя. В качестве опор шпинделей применяют подшипники качения, скольжения, гидродинамические, гидростатические, газостатические, магнитные. Каждый тип имеет свои достоинства и недостатки, в конечном итоге определяющие область применения. Для универсальных станков необходимо, чтобы опоры одинаково надежно работали во всем широком диапазоне применяемых скоростей. В этом отношении преимущество подшипников качения неоспоримо, чем и объясняется их широкое использование в шпиндельных узлах станков. Положительной стороной их применения также являются и эксплуатационные преимущества - легкость замены, простота технического обслуживания и т.п. Анализ конструкций шпиндельных узлов металлорежущих станков показывает, что для значительной части со-
Гаспаров Эрик Сергеевич, аспирант кафедры «Автомобили и станочные комплексы». E-mail: [email protected] Денисенко Александр Федорович, доктор технических наук, профессор, заведующий кафедрой «Автомобили и станочные комплексы» E-mail: [email protected] Гаспарова Лана Багратовна, кандидат педагогических наук, доцент кафедры «Автомобили и станочные комплексы». E-mail: [email protected]
временных шпинделей в качестве опор используют радиально-упорные шарикоподшипники в той или иной комбинации.
Одним из путей обеспечения параметрической надежности ШУ и точности обработки является использование методов виброакустической диагностики и мониторинга. А так как жесткость самого шпинделя в большинстве случаев значительно выше жесткости его подшипниковых опор, то задача обеспечения параметрической надежность ШУ сводится к анализу и мониторингу вибраций опор ШУ и обеспечению их виброустойчивости.
Методы виброакустического диагностирования технического состояния подшипников качения можно условно разбить на три группы.
К первой группе следует отнести методы, которые основаны на выделении и анализе дискретных составляющих на частотах, определяемых вынужденными колебаниями, либо частотами возбуждения колебаний в подшипнике, в том числе возникающими по причине различных дефектов элементов подшипника [3].
На основе этих методов возможно диагностирование местонахождения повреждения в подшипнике (наружное и внутреннее кольца, сепаратор или тела качения).
Диагностическими признаками повреждения внешнего кольца являются спектральные амплитуды на частотах, кратных частоте возбуждения. Диагностическими признаками разрушения подшипников служат характеристики импульсов, следующих с частотами прокатывания тел качения по местам выкрашивания: амплитуда импульса, отношение энергии импульса к уровню шума, амплитуды спектральных составляющих на частоте повторения импульсов и ее гармониках, выделение комбинационных частот. Для выделения этих параметров из сложного виброакустического сигнала используют спектральные и корреляционные методы, методы анализа гребенчатыми
и синхронно перестраиваемыми с изменением частоты вращения фильтрами [3].
Вторую группу методов составляют методы диагностирования технического состояния подшипников качения в целом. В рабочих условиях процесс выхода из строя подшипниковых узлов часто складывается из разрушений нескольких элементов подшипника и одновременного развития нескольких повреждений. При этом процесс разрушения отображается на спектрограммах изменением амплитуд целого ряда составляющих. Поэтому предлагается диагностировать состояние подшипников качения в целом, оценивая степень развития деградационных процессов в подшипнике и остаточный ресурс.
Одним из методов этой группы является способ диагностирования подшипников качения, основанный на оценке статистического момента четвертого порядка - эксцесса - в четырех частотных диапазонах вибрации подшипника: 3-5 кГц; 5-10 кГц; 10-15 кГц; 15-20 кГц [4].
При отсутствии дефекта эксцесс равен нулю во всех полосах частот (закон распределения амплитуд — гауссовский). Начальное повреждение вызывает изменения главным образом в полосах низких частот, а более развитое повреждение в наибольшей мере влияет на высокие частоты, возвращая эксцесс снова к исходному значению в области низких частот. Это обстоятельство обеспечивает уникальную возможность количественной оценки степени повреждения подшипника, вследствие чего этот метод может быть использован для прогнозирования. Главным преимуществом этого метода является то, что он нечувствителен к изменениям скорости и нагрузки поврежденного подшипника.
Третью группу методов диагностирования составляют методы анализа колебаний на резонансных частотах. Возможность использования высокочастотных колебаний для диагностирования подшипников качения продемонстрирована во многих работах [5, 6]. Наиболее перспективными являются методы обнаружения зарождающихся дефектов, базирующиеся на анализе изменений свойств амплитудной огибающей вибросигнала на резонансных частотах подшипникового узла или на резонансной частоте вибродатчика. И в том и в другом случае обнаружение и диагностика дефектов подшипников качения базируется на теории воздействия на резонансную частоту механической системы последовательности ударных импульсов при периодическом попадании дефектов в зону контакта.
Критерием выбора метода той или иной вышеописанной группы среди прочих будет также возможность использования его для безразборного контроля. Очевидно, что чем сложнее шпиндель-
ный узел (и сам станок) тем больше источников вибраций он содержит, поэтому методы, производящие «дифференциальную» оценку вибраций, будут предпочтительнее, чем методы производящие «интегральную» оценку (методы второй группы, например оценка общего уровня вибраций в поддиапазонах частотной шкалы). Методы третьей группы имеют жесткие условия по выбору места установки датчика, и использование их как методов безразборного контроля является проблематичным. В связи с этим решение для диагностики и мониторинга состояния шпиндельных узлов необходимо искать в первой группе методов, а выбор самого метода и диагностических признаков будет возможен после детального изучения характера вибраций. Для получения временных реализаций вибрации и выделения диагностических признаков необходимо провести эксперимент на работающем на холостом ходу шпиндельном узле при различных условиях его работы.
Для предварительной визуальной качественной оценки характера вибраций подшипника качения был проведен следующий эксперимент. В качестве объекта исследования использован шлифовальный мотор-шпиндель с рабочим диапазоном частоты вращения шпинделя от 50000 до 75000 оборотов в минуту, жестко закрепленный на массивном чугунном столе [7]. Для охлаждения мотор-шпинделя использовалась проточная вода, а для смазки подшипников опор использовалась система создания и нагнетания масляного тумана. В качестве маслосборника использовался воздушный фильтр автомобиля ВАЗ-2112. Общий вид установки приведен на рис. 1.
В передней опоре мотор-шпинделя был установлен радиально-упорный шарикоподшипник типа 76101, где профилем беговой дорожки внутреннего кольца являлась поверхность самого шпинделя (рис. 2).
В качестве программно-аппаратного комплекса для проведения измерений был использован ноутбук с установленной программой NI Sound and Vibration Assistant из пакета LabView 2010, сигнальная панель NI9234, в состав которой входят аналого-цифровой преобразователь (АЦП),
Рис. 1. Общий вид экспериментальной установки
Рис. 2. Экспериментальная установка и схема сбора информации
усилитель, контроллер USB и акселерометры с рабочим частотным диапазоном от 0 до 12,5 кГц и с предварительным усилением сигнала [8].
Эксперименты проводились при следующих условиях. Мотор-шпиндель предварительно работал 15 мин на частоте вращения шпинделя 830 об/с. Далее были проведены измерения сигнала виброускорения на холостом ходу на этой же частоте вращения шпинделя (830 об/с) при крайне левом, среднем и крайне правом положении винта регулирования осевого натяга подшипникового узла (рис. 2) (вращением винта регулировалась деформация упругой пружины, которая, в свою очередь, изменяла осевой натяг подшипникового узла). Затем для создания дисбаланса на конце шпинделя закрепляли алюминиевый диск с резьбовыми отверстиями, расположенными по окружности.
Программное обеспечение NI Sound and Vibration Assistant позволяет легко определить частоты с большой энергией и провести октавный (дробно-октавный) анализ сигналов для определения уровня вибраций в выбранных частотных диапазонах, поэтому после предварительного анализа сигнала виброускорения можно утверждать, что «качественно» спектральный состав при небольших изменениях осевого натяга подшипникового узла и дисбаланса шпинделя меняется мало. В связи с этим, из общего числа проведенных экспериментов были выбраны временные реализации сигналов полученных при следующих условиях: ослабленный осевой натяг подшипни-
кового узла, усиленным осевой натяг и при установленном на конце шпинделя диске.
Ниже приведены графики полученной временной реализации сигнала (рис. 3), его спектральная и фазочастотная характеристики (ФЧХ) (рис. 4, 5).
Анализируя временной сигнал радиальной составляющей виброускорения, можно утверждать, что здесь присутствует многократная амплитудная модуляция (рис. 3). Причем и модулирующие функции и «несущая» являются функциями периодическими.
Несложный визуальный анализ спектра радиальной составляющей виброускорения подтверждает наличие характерных для амплитудной модуляции симметричных боковых лепестков относительно гармоник роторной частоты, которая является несущей частотой (рис. 4, 5).
Взаимозаменяемость фазовой модуляции квадратурно-амплитудной модуляцией представлена в следующем выражении:
a(t) = A0 ■ cos[ffi)t + 6>(t)\ = A0 ■ cos(6>(t)) cos co0t -
- A0 ■ sin(#(t)) sin co0t = ac (t) - as (t), (1)
где Ад - амплитуда сигнала, тд - несущая частота, 9(t) - фаза сигнала, ac(t) и a(t) - косинусное и синусное квадратурные колебания.
Из выражения (1) следует, что модулированное по углу колебание можно рассматривать как сумму двух квадратурных колебаний, каждое из которых модулировано по амплитуде [9]. Сравним спектры амплитудно- и фазомодулирован-
Рис. 3. Графики временных реализаций радиальной и осевой составляющих виброускорения вверху) и при усилении осевого натяга (внизу)
Рис. 4. Спектральные характеристики радиальной (сверху) и осевой составляющих виброускорения при ослабленном натяге
1700 160В 1509 1400 1300 1200 1100 ЮОО 900800700600500400300200100-
fVfé X N
АЛ Y V- w
f
J #А м/ Л— и
t '1 у ™ vJr V V N Чл J
г 1— ¡if
-100-200-
500 1000 1500 2000 2500 3000 3500 4000 4500 5000 5500 6000 6500 7000 7500 8000 8500 9000 9500 10000 10500 11000 11500 12000 12500 13000
б в г
Рис. 5. График ФЧХ радиальной составляющей виброускорения при ослабленном натяге на всем частотном диапазоне (а), на участке первой гармоники (б), второй гармоники (в), третьей гармоники (г) роторной частоты вращения
ных сигналов с одной и той же модулирующем функцией Cü(t) = С0t + СОд sin Qt для частоты и A(t) = A0 (1 + M sin Qt) для амплитуды (рис. 6).
В общем виде сигнал с квадратурно-амплитудной модуляцией можно записать как:
a(t ) = A(t ) • cos[c0t + 0(t )] = A(t ) • cos(6>(t )) cos c0t -
- A(t) • sin(0(t)) sin c01 = ac (t) - as (t).
После анализа ФЧХ находим, что боковые лепестки спектра находятся в противофазе друг к другу, что подтверждает наличие как амплитудной, так и угловой модуляции (рис. 7).
Закономерность присутствия и изменения
О Чу
z
(û0-Q
<»о 2Я
AfAff 2
боковых лепестков вокруг роторных гармоник на спектрограммах следующая: при ослабленном натяге боковые лепестки вокруг роторных гармоник меньше по амплитуде, но шире по частотному диапазону, чем при увеличении предварительного осевого натяга (рис. 8). Возможно, это свидетельствует о большей девиации частоты вращения шпинделя при ослабленном натяге. При увеличении дисбаланса шпинделя значительно увеличивается амплитуда роторной частоты, и резко выделяются пики в боковых лепестках. Увеличивается общий уровень радиальной вибрации и значительно - уровень осевой вибрации (рис. 9).
Ао~г
m Ai
«Л+Я ы
чгЩ 1 п>А0
(ù
а б
Рис. 6. Спектры сигналов: а - с амплитудной модуляцией; б - с угловой модуляцией
а
Рис. 7. Спектральные характеристики радиальной ^верху) и осевой составляющих виброускорения при усиленном натяге
б в г
Рис. 8. График фазочастотной характеристики радиальной составляющей виброускорения при усиленном натяге на всем частотном диапазоне (а), на участке первой гармоники (б), второй гармоники (в), третьей гармоники (г) роторной частоты вращения
ВЫВОДЫ
1. Полученный экспериментальный сигнал виброускорения содержит в своем составе квад-ратурно-амплитудномодулированный сигнал (КАМ сигнал) с частотами модуляции кратными частоте вращения ротора и сепаратора. Т.е. полезную (с точки зрения диагностики и мониторинга) информацию несут как амплитудные огибающие, так и фазовые изменения. В том, что информация КАМ-сигнала касается состояния
именно передней опоры, не возникает сомнения, т.к. частоты изменения амплитуд и фаз кратны разности роторной частоты и гармоник частоты сепаратора подшипника 76101. Анализ сигналов с угловой модуляцией (когда диагностическая информация заложена в фазу) является более безошибочным и перспективным, потому что угловая (фазовая) модуляция является более помехоустойчивой по отношению к амплитудной в условиях высокого уровня зашумления [9]. Это особенно актуально в случае, когда шпин-
а
Рис. 9. Спектральные характеристики радиальной (вверху) и осевой составляющих виброускорения при увеличенном дисбалансе шпинделя
дельный узел включает в себя большое количество источников вибраций, таких как зубчатые передачи, наличие нескольких опор и т.д. Для увеличения достоверности выделяемого сигнала и избежания ухудшения отношения сигнал/ шум, необходимо идентифицировать имеющиеся источники вибрации шпиндельного узла, соизмеримые по уровню с вибрациями подшипникового узла исследуемой опоры, и оценить равномерность их АЧХ.
2. Для построения системы глубокой диагностики и мониторинга подшипниковой опоры ШУ необходимо выяснить и описать механизм образования квадратурных амплитудно-модулированных составляющих вибрации, иметь возможность из полученного экспериментально сигнала определить параметры подшипникового узла как механической системы, и выявить диагностические признаки для диагностирования и мониторинга состояния узла. Для этого необходимо построить математическую модель работы подшипника, которая описывала бы с достаточной (для составления алгоритма обработки сигнала) точностью образование подобных КАМ-сигналов при работе подшипников качения.
СПИСОК ЛИТЕРАТУРЫ
1. Точность и надежность автоматизированных прецизионных металлорежущих станков / Б.М. Бржозов-ский, А.А. Игнатьев, В.А. Добряков, В.В. Мартынов Саратов: СГТУ, 1994. Ч.2. 156 с.
2. Пуш А.В. Моделирование и мониторинг станков и станочных систем // СТИН. 2000. №9. С. 12-20.
3. Генкин М.Д., Соколова А.Г. Виброакустическая диагностика машин и механизмов. М.: Машиностроение, 1987. 288 с.
4. Stewart R.M. Detection of Rolling Elements Bearing Damage by Statistical Vibration Analysis / Journal of mechanical design. Transaction of the ASME, 1978, V.100, N2, pp.
5. Соколова А.Г. Методы виброакустической диагностики зарождающихся эксплуатационных дефектов механизмов // Точность и надежность механических систем: Сборник научных трудов. Рига, 1984. С. 38-48.
6. The Application of Vibration Measurement and Analysis in Machine Maintenance Bruel and Kjaer BA 7003-12. 1982.
7. Инструкция по эксплуатации шлифовальных электрошпинделей и электродвигателей повышенной частоты. Издание 1.70.
8. Программное обеспечение NI Sound and Vibration Measurement Suite. Реализация задач вибрационного и акустического контроля, мониторинга состояния механизмов.
9. Гоноровский И.С. Радиотехнические цепи и сигналы: Учебник для ВУЗов. 4-е изд., перераб. и доп. М.: Радио и связь, 1986. 512 с.
THE ANALYSIS OF SIGNALS VIBRATION ACCELERATION OF BEARINGS OF THE MOTOR-SPINDLE
© 2012 E.S. Gasparov, A.F. Denisenko, L.B. Gasparova
Samara State Technical University
It is considered the analysis of signals vibration acceleration of bearings of the motor-spindle. On the basis of results of the fulfilled experiments signals are received and the principle of their modulation is defined. Key words: motor- spindle, vibration preliminary treatment, vibration acceleration, a spectral characteristics, amplitude.
Eric Gasparov, Graduate Student at the Vehicles and Machine Systems Department. E-mail: [email protected] Aleksandr Denisenko, Doctor of Technics, Professor, Head at the Vehicles and Machine Systems Department. E-mail: [email protected]
Lana Gasparova, Candidate of Pedagogics, Associate Professor at the Vehicles and Machine Systems Department. E-mail: [email protected]
